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MEMORIAS DEL XXVI CONGRESO INTERNACIONAL ANUAL DE LA SOMIM

21 AL 23 DE OCTUBRE DE 2020 MORELIA, MICHOACÁN, MÉXICO | FORMATO VIRTUAL

Tema A4 Termofluidos: Intercambiadores de calor

“Estudio experimental de la transferencia de calor en evaporadores de tubo y aletas sin formación de escarcha”

M.G. Valdez-Loredo, H.G. Ramírez-Hernández, F.A. Sánchez-Cruz,D. De La Rosa-Urbalejo, A. Morales-Fuentes.

Universidad Autónoma de Nuevo León, Facultad de Ingeniería Mecánica y Eléctrica (FIME),

Laboratorios de Investigación e Innovación en Tecnología Energética (LIITE),

Av. Universidad s/n. Ciudad Universitaria, San Nicolás de los Garza, Nuevo León,

C.P. 66455, México.

R E S U M E N

Se presentan los resultados de un estudio experimental de la transferencia de calor en intercambiadores de calor de tubo

y aleta. Los experimentos se realizaron en un calorímetro tipo túnel de viento en donde se controla la temperatura del

flujo de aire a 28°C, se mantiene un flujo de refrigerante con temperatura de entrada de 32°C, y en donde el gradiente de

temperatura en el refrigerante es menor de 0.5 °C. Se realizaron un total de 14 experimentos en donde se varió el caudal

volumétrico del aire en un rango de 35 a 110 m3/h y se reporta la variación de la transferencia de calor, la conductancia

térmica global y el factor de Colburn (j). La transferencia de calor calculada del lado del aire tiene una desviación menor

del 10% en comparación con la transferencia de calor del lado del refrigerante para todos los experimentos.

Palabras Clave: Intercambiador de calor, Evaporadores, Factor de Colburn, Conductancia térmica global.

A B S T R A C T

The results of an experimental study of heat transfer in tube and fin heat exchangers are presented. The experiments were

performed in a calorimeter wind tunnel where the temperature of the air flow was controlled at 28°C, and the refrigerant

temperature gradient was less than 0.5°C. a total of 14 experiments were carried out were the volumetric flow of air was varied on a range of 35 to 110 m3/h and the variation of heat transfer, overall thermal conductance and the Colburn j-

factor are reported. The air-side heat transfer calculated has a deviation less than 10% compared to the refrigerant-side

heat transfer for all experiments.

Keywords: Heat exchanger, Evaporators, Colburn-j factor, Overall thermal conductance.

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1. Introducción

El refrigerador domestico es un electrodoméstico

indispensable en las viviendas mexicanas, así mismo,

contribuye considerablemente al consumo energético en

el hogar. Las pérdidas de energía en el refrigerador

suceden en sus componentes principales, i.e. compresor, condensador, evaporador y tubo capilar, además de la

transferencia de calor en paredes y las infiltraciones de

aire. Existen numerosas investigaciones para comprender

las pérdidas de energía y el desempeño de los

componentes de un refrigerador doméstico, y así,

desarrollar productos con alto desempeño energético. [1]

El rendimiento energético de los refrigeradores

domésticos se puede evaluar mediante alguno de los siguientes enfoques:

• Análisis numérico a través de códigos de Dinámica de

Fluidos Computacional (CFD, por sus siglas en inglés).

• Experimentos estandarizados, i.e., NOM-015-ENER-

2018, ISO 15502:2005, AHAM HRF-1-2019

• Cálculos simplificados basados en curvas

características de los componentes.

Sin embargo, el único enfoque que proporciona suficiente

información sobre el acoplamiento de componentes y

comportamiento del sistema son los experimentos

estandarizados. Una alternativa rápida y menos costosa

que la experimentación en una cámara de ambiente

controlado, es el uso de modelos numéricos-computacionales para simular el comportamiento térmico

y dinámico de sistemas de refrigeración. [1]

Para desarrollar modelos numéricos de un sistema de

refrigeración, es necesario obtener información detallada

sobre el comportamiento de cada componente. En este

documento se presenta un estudio experimental de la

transferencia de calor en evaporadores de tubo y aleta que

operan en refrigeradores domésticos.

1.1. Antecedentes

Para desarrollar modelos computacionales para predecir

la transferencia de calor en evaporadores y condensadores

es necesario generar bases de datos de resultados

experimentales en intercambiadores de tubo y aleta generadas bajo condiciones típicas de operación de los

refrigeradores domésticos.

En la literatura abierta y especializada se encuentran

estudios experimentales en intercambiadores de calor.

Melo y Hermes [2] en el 2007 presentaron una correlación

para estimar el coeficiente de transferencia de calor para

convección forzada y natural en condensadores de

alambre y tubo, sus experimentos se realizaron en una

cámara de ambiente controlado con un rango de

temperatura de 3.6 a 36.1 °C, con los datos experimentales

obtuvieron una correlación que predice en un 90% la

transferencia de calor con un error de +/- 10%.

Barbosa et al. [3] realizaron pruebas experimentales en 8

intercambiadores diferentes estudiando la influencia del

flujo masico del aire, geometría de la superficie, el

rendimiento térmico hidráulico, en intercambiadores de

calor sin formación de escarcha, obtuvieron correlaciones

para la conductancia térmica global, el factor de Colburn

y el factor de fricción.

Lee et al. [4] investigaron experimentalmente el

comportamiento del coeficiente de transferencia de calor

del lado de aire en evaporadores con tres geometrías de

aleta diferentes, aletas de placa discreta, aletas de placa

plana continua y aletas de tipo espina. Concluyeron que

las aletas de tipo espina tubo el mejor rendimiento termo

hidráulico bajo condiciones secas, es decir, sin

condensación y sin formación de escarcha. Los autores

presentaron correlaciones empíricas de transferencia de

calor para los tres evaporadores (eq. [1, 2, 3]), donde los subíndices 1,2 y 3 indican aleta plana discreta, aleta plana

continua y aleta tipo espina, respectivamente,

𝑗1 = 0.170 𝑅𝑒𝑑𝑜0.37 [1]

𝑗2 = 0.162 𝑅𝑒𝑑𝑜0.39 [2]

𝑗3 = 0.170 𝑅𝑒𝑑𝑜0.33 [3]

Además, se concluyó que la caída de presión del

evaporador con aletas tipo espina fue significativamente

menor el resto de los evaporadores.

Kim y Kim [5,6] presentaron datos experimentales sobre

las características de la transferencia de calor del lado del

aire en evaporadores tipo tubo y aletas de placa plana con valores de paso de aletas entre 7.5 y 15 mm. Se evaluaron

diferentes muestras de intercambiadores de calor en donde

se variaron algunos parámetros geométricos como tubos

alineados en comparación con arreglos de tubos

escalonados además de variar el número de filas de tubos

entre 1 y 4. Llegaron a la conclusión de que el coeficiente

de transferencia de calor aumenta con el aumento del paso

de aletas y es inversamente proporcional al número de

filas de tubos, por último, propusieron una correlación

para el factor j-Colburn (eq. [4]).

𝑗 = 0.170𝑁−0.141 (𝐹𝑝𝑑𝑜)−0.384

𝑅𝑒𝑑ℎ−0.394 (600 ≤ 𝑅𝑒𝑑ℎ

≤ 2000) [4]

El objetivo del presente documento es mostrar los

resultados de una serie de experimentos realizados en un



par de intercambiadores de calor de tubo y aleta, para

estudiar el efecto del caudal volumétrico de aire y de la

configuración geométrica en la transferencia de calor, la

conductancia térmica y el factor j-Colburn.

2. Metodología

2.1. Muestras de intercambiador de calor

Para el estudio se utilizaron 2 diferentes evaporadores de

tubo y aleta. El primer evaporador (A) tiene dimensiones

de: largo (W) 480 mm, altura (L) 100 mm y espesor (D)

60 mm, con un total de 5 filas. El segundo evaporador (B)

tiene dimensiones de: largo (W) 480 mm, altura (L) 200

mm y espesor (D) 60 mm, con un total de 10 filas además

en la tabla 1 se muestran detalles geométricos de las

muestras de los evaporadores, ver figura 1.

2.2. Procedimiento

Cada prueba experimental consiste en exponer al

intercambiador de calor a una corriente de aire con una

temperatura controlada de 28 ºC y un flujo de refrigerante con una temperatura a la entrada de 32 ºC. El caudal del

aire se ajusta dependiendo de la prueba.

Aproximadamente toma una hora lograr que el

experimento alcance el estado permanente y en ese

momento se registran durante 10 minutos la temperatura

del aire a la entrada y salida de la zona de prueba, la

temperatura del refrigerante a la entrada y salida del

intercambiador del calor, el flujo masico del refrigerante

y la velocidad del aire a la entrada de la zona de prueba.

Se realizaron 14 experimentos con 3 repeticiones cada uno

para evaluar el efecto del caudal del flujo de aire en la

transferencia de calor y en la conductancia térmica global

de cada evaporador. La matriz experimental se muestra en

la tabla 2.

2.3. Transferencia de calor

Para calcular la transferencia de calor se utiliza la

siguiente ecuación:

�̇�𝑟 = �̇�𝑟(ℎ𝑟,2 − ℎ𝑟,1) = 𝑚𝑟̇ 𝑐𝑝,𝑟(𝑇𝑟,2 − 𝑇𝑟,1) [5]

Donde �̇�𝑟 es la transferencia de calor total en el lado delrefrigerante, �̇�𝑟 es el flujo másico de refrigerante, ℎ𝑟,1 yℎ𝑟,2 son las entalpias de entrada y de salida al refrigerante,respectivamente. cp,r es el calor especifico del

refrigerante, 𝑇𝑟,1 y 𝑇𝑟,2 son las temperaturas de entrada ysalida del refrigerante.

Además, se calcula la transferencia de calor del lado del

aire mediante la siguiente ecuación:

�̇̇�𝑎 = �̇�𝑎𝑐𝑝,𝑎(𝑇𝑎,2 − 𝑇𝑎,1) [6]

Donde �̇�𝑎 es la transferencia de calor total del lado delaire, �̇�𝑎 es el flujo masico del aire, cp,a es el calorespecifico del aire a presión constante, 𝑇𝑎,1 y 𝑇𝑎,2 son lastemperaturas de entrada y salida del aire.

La transferencia de calor en el intercambiador se calculada

como el promedio entre la transferencia de calor en el aire

y refrigerante.

Q̇ =1

2(|Qȧ| + |Q̇r|) [7]

Exp Muestra Frecuencia [Hz]

1 A 23 0.42

2 A 26 0.55

3 A 30 0.62

4 A 34 0.72

5 A 38 0.83

6 A 41 0.91

7 A 45 0.98

8 A 49 1.12

9 B 23 0.65

10 B 26 0.75

11 B 30 0.91

12 B 34 1.02

13 B 38 1.17

14 B 41 1.29

[ ]

Tabla 2. Matriz de experimentos

Figura 1. Fotografía del evaporador: dimensiones principales y

distribución de aletas.

Tabla 1. Parámetros de geometría de muestras de intercambiadores

Ev. L (mm) W (mm) D (mm) No.de aletas Area No. de tubos Material

A 100 480 60 81 0.78 10 Al

B 200 480 60 41 1 20 Al

( )



La conductancia térmica global (UA) se calcula utilizando

la aproximación de diferencia de temperatura media

logarítmica:

𝑈𝐴 =�̇�

(𝐹∆𝑇𝑙𝑚)=

�̇� ln[𝑇𝑟,2 − 𝑇𝑎,1𝑇𝑟,1 − 𝑇𝑎,2

]

(𝑇𝑟,2 − 𝑇𝑎,1) − (𝑇𝑟,1 − 𝑇𝑎,2) [8]

Donde F se considera igual a la unidad, debido a la alta velocidad de flujo del refrigerante que se establece para

proporcionar una caída de temperatura insignificante a

través del intercambiador (~0.5 °C) . La resistencia térmica del lado del aire (𝜂𝑜ℎ𝑜)

−1 , se calcula

despreciando la resistencia térmica de la pared del tubo

𝜂𝑜ℎ𝑜 = {(𝐴𝑜𝑈𝐴

)− (𝐴𝑜𝐴𝑖ℎ𝑖

)}−1

[9]

Donde el coeficiente de transferencia de calor del

refrigerante, ℎ𝑖 , se estimó utilizando la correlaciónGnielinski propuesta por Incropera et al. [7]

ℎ𝑖𝑑𝑖𝑘𝑖

=(𝑓𝑖8⁄ ) (𝑅𝑒𝑑𝑖 − 1000)

1 + 12.7√𝑓𝑖8⁄ (𝑃𝑟𝑖

2/3− 1)

[10]

donde:

𝑓𝑖 = (1.82𝑙𝑜𝑔10𝑅𝑒𝑑𝑖 − 1.64)−2 [11]

Debido a como son diseñadas y montadas las aletas sobre

el serpentín, Barbosa et. al [4] define el factor j-Colburn

como:

𝑗 =𝜂𝑜ℎ𝑜

𝐺𝑎,𝑚𝑎𝑥𝑐𝑃,𝑎𝑃𝑟𝑎

23⁄ [12]

donde:

𝐺𝑎,𝑚𝑎𝑥 = �̇�𝑎 𝐴𝑚𝑖𝑛 , [13]

𝐴𝑚𝑖𝑛 = 𝐷𝑊 −𝑁𝑓𝑖𝑛𝐷𝑡𝑓𝑖𝑛 − 2𝑑𝑜𝑊 +2𝑑𝑜𝑡𝑓𝑖𝑛 . [14]

3. Instalación Experimental

La instalación experimental consiste en un calorímetro

tipo Túnel de Viento instalado en los Laboratorios de

Investigación e Innovación en Tecnología Energética

(LIITE) de la Facultad de Ingeniería Mecánica y Eléctrica

de la UANL (Figura 2), en donde se controlan la

temperatura, la humedad, y la velocidad promedio del

aire. El calorímetro controla la temperatura mediante un

sistema de refrigeración y una resistencia eléctrica de

calentamiento. La resistencia eléctrica se controla

mediante un algoritmo PID que mediante una señal

analógica de corriente que varía de 4-20 mA le es posible

controlar su potencia de calefacción de 0 a 3kW. El sistema de refrigeración instalado tiene una potencia

nominal de enfriamiento de 3.5 kW y siempre se

encuentra en funcionamiento, y se puede controlar su

temperatura de evaporación mediante el cambio de la

presión de saturación gracias a una válvula reguladora de

presión electrónica. Para el control de humedad se tiene

instalado un humidificador el cual consiste en un tanque

lleno de agua en donde se encuentra embebida una

resistencia eléctrica de 3kW que evapora agua, el vapor

generado se inyecta a la corriente de aire del túnel de

viento. La potencia de la resistencia eléctrica del humidificador se controla mediante un algoritmo PID

similar al control de la resistencia de calefacción. La

velocidad promedio del flujo de aire se controla mediante

un variador de frecuencia que modifica las revoluciones

por minuto del motor del ventilador.

Además, el calorímetro cuenta con instrumentación para

evaluar los evaporadores como se muestra en la (Figura

3.) Se utilizan sensores de temperatura tipo RTD (por sus siglas en ingles Detector de Temperatura Resistivo) tipo

PT100 con rango de medida de -40 a 100 °C con una

exactitud de ± (0.15 K + 0.002 x |T|), donde T, es la

temperatura de medida. Dos sensores tipo RTD se utilizan

para medir la temperatura del refrigerante a la entrada y

salida del evaporador, además un tercer sensor se utiliza

para medir la temperatura del aire en el interior del

calorímetro. Para medir el flujo masico del refrigerante se

utiliza un flujómetro de efecto Coriolis de la firma

Rosemount con rango de 0 a 5.17 kg/h con una

incertidumbre de +/- 0.03%, localizado a la salida del

evaporador. Además, la velocidad con la que fluye el aire a través del evaporador se mide en tres puntos con un

sensor de velocidad de la firma TSI con un rango de

medida de 0 a 30 m/s con una precisión de +/- 0.015 m/s.

Para registrar la temperatura de la corriente de aire a la

entrada y salida de la zona de prueba de utilizan 3

termopares tipo “T” equiespaciados entre sí,

respectivamente.

Figura 2. Esquema del calorímetro tipo túnel de viento.



El fluido refrigerante es una mezcla de etilenglicol con

agua con una proporción de 50% en base a su volumen. El

refrigerante se recircula utilizando una bomba centrifuga

en conjunto con un baño térmico que además controla la

temperatura del refrigerante a la entrada del evaporador.

El baño térmico tiene una capacidad de calefacción de

1100 W y de refrigeración de 900 W, además posee una

precisión en su control de temperatura de 0.01 ºC.

4. Resultados

Se realizaron 14 experimentos para calcular la

transferencia de calor en 2 evaporadores de tubo y aleta,

con 3 repeticiones cada uno. La transferencia de calor se

calculó para el lado del aire y para el lado del refrigerante

con las ecuaciones [5,6] respectivamente. La diferencia

entre ellas generalmente fue menor al 10%. En la figura 4

se muestra una comparación para la transferencia de calor promedio del lado del aire con la transferencia de calor

promedio del lado del refrigerante, para los experimentos

realizador en el evaporador B, en donde se observa que las

variaciones entre ellos es menor del 10%.

Además, se muestran los datos experimentales de las 3

repeticiones realizadas.

En la figura 5 se muestra la transferencia de calor en

función del caudal volumétrico para los dos evaporadores

estudiados. Se observa que la transferencia de calor

incrementa conforme aumenta el caudal volumétrico.

Además, la transferencia de calor del evaporador “B” es

mayor que la del evaporador “A”, como se muestra en la

tabla 1 el área es mayor en el evaporador “B”, lo que

promueve una mayor transferencia de calor, que aun y

cuando el evaporador “A” tiene mayor número de aletas

no es suficiente para igualar el área de transferencia de

calor del evaporador “B”.

En la figura 6 se muestra la conductancia térmica global

(UA) en función del caudal volumétrico para los dos

evaporadores estudiados. Se observa que la conductancia

incrementa conforme aumenta el caudal volumétrico.

Figura 3. Instalación experimental

Figura 4. Comparación de la transferencia de calor del lado del aire y

del refrigerante

Figura 5. Transferencia de calor en función del caudal

volumétrico del aire.

Figura 6. Conductancia térmica global.



Además, la conductancia del evaporador “B” es mayor

que la del evaporador “A”. Debido a que el evaporador

“B” posee una mayor área de transferencia de calor,

mayor número de filas de tubos y su configuración

geométrica de tubos y aletas promueven menor

obstrucción al flujo de aire sobre la superficie del

evaporador. Es importante mencionar que el flujo masico

de refrigerante en el interior de los tubos y la diferencia de

temperatura entre el refrigerante y el aire se mantuvo

constante para todos los experimentos.

Las curvas del factor de Colburn se muestran en la figura

7 en función del número de Reynols en el aire. El

número de Reynols se calculó en base al flujo de masa

máximo de aire a través del evaporador [3].

𝑅𝑒𝑎 =𝑑𝑜𝐺𝑎,𝑚𝑎𝑥

𝜇𝑎 [15]

Donde 𝜇𝑎 es la viscosidad media del aire evaluada alatemperatura promedio de la entrada y salida de la sección

de pruebas.

La figura 7 muestra que el factor de Colburn del

evaporador “B” es mayor que la del evaporador “A”.

Debido a que el evaporador “B” posee una mayor

conductancia térmica global y por lo tanto mayor

coeficiente promedio de transferencia de calor por

convección del lado del aire. Además, las curvas muestran

una tendencia decreciente del factor de Colburn conforme aumenta el número de Reynolds esto debido al incremento

del flujo masico máximo del aire.

5. Conclusiones

Se realizaron 14 experimentos en 2 intercambiadores de

calor tipo tubo y aleta, durante todos los experimentos se mantuvieron las temperaturas del aire y del refrigerante a

la entrada del intercambiador constantes a 28°C y 32°C,

respectivamente. Se estudio el efecto del caudal

volumétrico del aire y de los parámetros geométricos en

la transferencia de calor, la conductancia térmica global y

el factor de Colburn (j). Todos los experimentos tienen

una diferencia entre la transferencia de calor del lado del

aire menor del 10% en comparación con la transferencia

de calor del lado del refrigerante. Los resultados de los

experimentos permiten llegar a las siguientes

conclusiones:

-La transferencia de calor incrementa conforme aumenta

el caudal volumétrico y al aumentar el área superficial del

intercambiador.

-La conductancia térmica global aumenta al incrementarse

el caudal volumétrico y el área superficial del

intercambiador, además se ve influenciada por la

configuración geométrica del intercambiador, en

particular incrementa con la cantidad de tubos y cuando la

configuración de aletas facilitan el flujo de aire a través

del intercambiador.

-El factor de Colburn (j) incrementa con el aumento de la

conductancia térmica global y disminuye con el

incremento del número de Reynolds.

Es importante incrementar la cantidad de experimentos

para robustecer la base de datos de resultados

experimentales en intercambiadores de calor de tubo y

aletas para validar modelos numéricos de

intercambiadores de calor.

Agradecimientos

Los autores agradecen al CONACyT por el apoyo a través del proyecto Laboratorio Nacional de Investigación en

Tecnologías del Frío 2020. Además, del apoyo con la beca

de Postgrado CVU 1005246.

Los autores agradecen al PAICYT por el apoyo otorgado

mediante el proyecto número IT 1420-20. Figura 7. Factor de Colburn (j) en función del número de Reynolds



REFERENCIAS

[1] Christian J.L. Hermes, Cláudio Melo, A first-principles simulationmodel for the start-up and cycling transients of household refrigerators,

International Journal of Refrigeration, Volume 31, Issue 8, 2008, Pages

1341-1357.

[2] Cláudio Melo, Christian J.L. Hermes, A heat transfer correlation for

natural draft wire-and-tube condensers, International Journal of

Refrigeration, Volume 32, Issue 3, 2009, Pages 546-555.

[3] Jader R. Barbosa, Cláudio Melo, Christian J.L. Hermes, Paulo J.

Waltrich, A study of the air-side heat transfer and pressure drop

characteristics of tube-fin ‘no-frost’ evaporators, Applied Energy,

Volume 86, Issue 9, 2009, Pages 1484-1491, ISSN 0306-2619.

[4] Lee, T. H.; Lee, J. S.; Oh, S. Y.; Lee, M. Y.; and Lee, K. S.,

Comparison Of Air-Side Heat Transfer Coefficients Of Several Types

of Evaporators Of Household Freezer/Refrigerators, 2002, International

Refrigeration and Air Conditioning Conference. Paper 611.

[5] Kim, Yonghan & Kim, Yongchan, Heat transfer characteristics of

flat plate finned-tube heat exchangers with large fin pitch, International

Journal of Refrigeration, 2005, 28. 851-858.

[6] Kim, Yonghan & Kim, Yongchan, Erratum to ‘heat transfer

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pitch’ [International Journal of Refrigeration 28 (2005) 851–858].

International Journal of Refrigeration, 2006, 29. 336.

[7] Incropera FP, DeWitt DP, Fundamentals of heat and mass transfer,

3rd ed. NY: Wiley.

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